Đồ án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn động Thùng Trộn - Huỳnh Hồng Luân

• Đăng ký
• Đăng nhập
• Liên hệ

LuanVan.net.vn - Luận văn, đồ án, tiểu luận, luận án, đề tài, đề án, chuyên đề thực tập, tốt nghiệp

Thư viện luận văn, đồ án, tiểu luận, luận án, báo cáo, bài tập lớn, đề tài, đề án, chuyên đề thực tập, tốt nghiệp, thạc sĩ, tiến sĩ, cao học

• Trang Chủ
• Tài Liệu
• Upload

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn - Huỳnh Hồng Luân

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ cơ khí từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí. Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên bổ sung và hoàn thiện các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ sư cơ khí.

31 trang | Chia sẻ: tienduy345 | Lượt xem: 7867 | Lượt tải: 3 Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn - Huỳnh Hồng Luân, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trênĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ooOoo ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN MSSV: 205012345 LỚP; CK05KSTN Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC NĂM 2008 MỤC LỤC Lời nói đầu 2 TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 3 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 6 Tính toán bộ truyền xích 6 Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc 8 Chọn nối trục 12 Tính toán thiết kế trục và then 13 Chọn ổ lăn 21 Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 26 Chọn dầu bôi trơn 28 Bảng dung sai lắp ghép 29 Tài liệu tham khảo 30 LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ cơ khí từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí. Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên bổ sung và hoàn thiện các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc đã tận tình hướng dẫn, cảm ơn các thầy cô và bạn bè trong khoa Cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện. Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG: Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn: 3 1 5 2 4 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2- Nối trục đàn hồi 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp đồng trục 4- Bộ truyền xích ống con lăn 5- Thùng trộn Sơ đồ tải trọng: T t2 T1 T2 t t1 Các số liệu thiết kế: _ Công suất trên trục thùng trộn: P = 8 kW _ Số vòng quay trên trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút _ Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ _ Thời gian phục vụ: L = 6 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) _ Chế độ tải: T1 = T ; T2 =0,9T t1 =49s ; t2 = 36s Đặc điểm của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: + Ưu điểm: kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó có kích thước nhỏ gọn hơn so với các loại hộp giảm tốc hai cấp khác. + Nhược điểm: _ Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơn khá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau. _ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí do chỉ có một trục đầu vào và một trục đầu ra. _ Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong vỏ hộp. _Trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn. _ Kích thước chiều rộng lớn. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: Công suất tương đương trên trục thùng trộn: å⎛ Ti ⎞ 2 ⎜ T ⎟ i t ⎝ ⎠ åti 49 + 36 49 + 0,92.36 Ptd = P = 8 = 7,67 kW Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: h = h h h h 4 ch br1 br 2 x ol Theo bảng 3.3 [1] ta chọn: hbr1 = hbr 2 = 0,97;hx = 0,93;hol = 0,99 4 Þ hch = 0,97.0,97.0,93.0,99 = 0,84 Công suất cần thiết của động cơ: Pdc = Ptd hch = 7,67 = 9,13 kW 0,84 Tỷ số truyền chung: uch = u1u2ux = ndc nct Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động cơ có công suất Pdc = 11kW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau: Động cơ Số vòng quay động cơ, (vg/ph) Tỷ số truyền chung, uch Tỷ số truyển hộp giảm tốc, uh Bộ truyền bánh răng, u1 Bộ truyền bánh răng, u2 Bộ truyền xính, ux 4A132M2Y3 2907 52,85 16 4 4 3,3 4A132M4Y3 1458 26,51 9,92 3,15 3,15 2,67 4A160S6Y3 970 17,63 6,25 2,5 2,5 2,82 4A160M8Y3 730 13,27 6,25 2,5 2,5 2,12 Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật như sau: Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Công suất (kW) 9,13 9,03 8,67 8,33 7,67 Tỷ số truyền 1 3,15 3,15 2,67 Mômen xoắn (Nmm) 59802 59147 178830 541167 1331791 Số vòng quay (vg/ph) 1458 1458 463 147 55 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY: Tính toán bộ truyền xích: Các thông số đầu vào: P1 = 8,33kW; n1 = 147vg/ph; u = 2,67; T = 541167Nmm. Chọn loại xích ống con lăn. Số răng của đĩa xích dẫn: z1 = 29 - 2u = 29 - 2.2,67 = 23,66 Þ chọn z1 = 24 răng z2 = uz1 = 2,67.24 = 64,08 Þ z2 = 64 răng Các hệ số điều kiện sử dụng: K = KrKaKoKdcKbKlv = 1.1.1.1.1.1 = 1 với Kr = 1: dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ truyền tương đối êm Ka = 1: khi a = (30÷50)pc Ko = 1: khi đường nối tâm 2 đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60° Kdc = 1: trục điều chỉnh được Kb = 1: bôi trơn nhỏ giọt Klv = 1: làm việc một ca n K = n01 = 200 = 1,36 n1 147 z K zn1 = 25 = 1,04 z1 24 Kx = 1: chọn xích một dãy Công suất tính toán: t P = KKn Kz P1 = 1.1,36.1,04.8,33 = 11,78 kW Kx 1 Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích pc = 31,75mm. Theo bảng 5.2 [1], số vòng quay tới hạn nth = 600vg/ph nên điều kiện n < nth được thỏa. Vận tốc trung bình của xích: v = nzpc = 147.24.31,75 = 1,87 m/s 60000 60000 Lực vòng có ích: F = 1000P = 1000.8,33 = 4454,54 N t v 1,87 Kiểm nghiệm bước xích: c p ³ 6003 P1K = 6003 8,33.1 = 26 z1n1[p0 ]Kx 24.147.29.1 Do bước xích pc = 31,75mm nên điều kiện được thỏa. Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a = 40pc = 40.31,75 = 1270 mm Số mắt xích: 2 2 X = 2a + z1 + z2 + ⎛ z2 - z1 ⎞ . pc = 2.1270 + 24 + 64 + ⎛ 64 - 24 ⎞ . 31,75 = 125 ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ pc 2 ⎝ 2p ⎠ a 31,75 2 ⎝ 2p ⎠ 1270 Chọn X = 126 mắt xích. Chiều dài xích: L = pcX = 31,75.126 = 4000,5 mm Tính chính xác khoảng cách trục: a = 0, 25p ⎡ z c ⎢X - 1 ⎢ + z2 + 2 ⎤ ⎛ ⎜ X - z + z ⎞ 2 ⎛ z - z ⎞ 2 ⎝ 1 2 ⎟ 2 ⎠ ⎝ - 8⎜ 2 1 ⎟ 2p ⎠ ⎥ = 1285,86 mm ⎥ ⎣ ⎦ Chọn a = 1282mm ( giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004)a ). Theo bảng 5.6 [1] với bước xích pc = 31,75mm ta chọn [i] = 16. Số lần va đập trong 1 giây: i = z1n1 = 24.147 = 1,87 < [i] = 16 15X 15.126 Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN Lực trên nhánh căng: F1 » Ft =4454,54N Lực căng do lực ly tâm gây nên: F = q v2 = 3,8.1,872 = 13, 29 N v m Lực căng ban đầu của xích: F0 = Kf aqmg = 6.1, 282.3,8.9,81 = 286,74 N Hệ số an toàn: Q 88,5.103 s = = = 18,61 > [s] = (7,8 ¸ 9, 4) F1 + Fv + F0 4454,54 + 13, 29 + 286,74 Lực tác dụng lên trục: Fr = KmFt = 1,15.4454,54 = 5122,72 N Đường kính đĩa xích: d = pcz1 = 31,75.24 = 242,55 mm 1 p p d = pcz2 = 31,75.64 = 646,81 mm 2 p p da1 = d1 + 0,7pc = 264,78 mm da2 = d2 + 0,7pc = 669,03 mm Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc: a/ Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau. Chọn vật liệu la thép 45 được tôi cải thiện. Độ rắn trung bình bánh dẫn HB1 = 250 Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB2 = 235 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng: s OH l im1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa s OH l im2 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa s OF l im1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa s OF l im2 = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa Số chu kỳ làm việc cơ sở: 2,4 2,4 7 NHO1 = 30HB1 = 30.250 = 1,71.10 chu kỳ 2,4 2,4 7 NHO 2 = 30HB2 = 30.235 = 1, 47.10 chu kỳ NFO1 = NFO2 =5.106 Số chu kỳ làm việc tương đương: N = 60c ⎛ Ti 3 ⎞ n t = 60.1.1458.14400⎛ 49 + 36 .0,93 ⎞ = 1,1.109  chu kỳ HE1 å⎜ ⎟ i i ⎜ ⎟ NHE2 ⎝ Tmax ⎠ = NHE1 = 3,5.108 chu kỳ u ⎝ 85 85 ⎠ N = 60c ⎛ Ti 6 ⎞ n t = 60.1.1458.14400⎛ 49 + 36 .0,96 ⎞ = 109  chu kỳ FE1 å⎜ T ⎟ i i ⎜ 85 85 ⎟ ⎝ max ⎠ ⎝ ⎠ NFE2 = NFE1 = 3,17.108 chu kỳ u Vì NHE > NHO; NFE > NFO nên KHL = KFL =1 Ứng suất tiếp cho phép: [s H ] = s OH l im 0,9KHL sH Þ [s H1 [s ] = 570.0,9 = 466,36 MPa 1,1 ] = 540.0,9 = 441,82 MPa H2 1,1 [s H ] = 0, 45([s H1 ] + [s H 2 ]) = 408,68 MPa < [s H 2 ] = 441,82 MPa Þ [s H ] = 441,82 MPa Ứng suất uốn cho phép: [s F ] = s OFlim KFL sF Þ [s F1 [s ] = 450 = 257,14 MPa 1,75 ] = 423 = 241,71 MPa F2 1,75 b/ Tính toán cặp bánh răng cấp chậm: Các thông số cho trước: T2 = 178830Nmm; n2 = 463vg/ph; u2 = 3,15 Chọn y ba2 = 0, 4 . Khi đó y bd 2 =y ba2 (u2 + 1) = 0,83 . Theo bảng 6.4 [1], ta chọn KHb 3 T2KHb y ba2 H 2 [s ]2 u Khoảng cách trục: = 1,03; KFb = 1,05 aw2 = 43(u2 + 1) = 43(3,15 + 1) = 162,05 mm 178830.1,03 3 0, 4.441,822.3,15 Theo tiêu chuẩn, ta chọn: aw2 = 160mm. Mô đun răng: mn = (0,01¸0,02)aw2 = 1,6¸3,2 mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn: mn = 3mm. Từ điều kiện: 8°£ b £ 20° suy ra 2aw2 cos 20° £ z £ 2aw 2 cos8° 3 mn (u2 + 1) mn (u2 + 1) Û 24,1 £ z3 £ 25, 4 Chọn z3 = 25 Þ z4 = 25.3,15 = 78,75 Þ chọn z4 = 79 Góc nghiêng răng: b = arccos 3.25(3,15 + 1) = 13, 43° 2.160 Tỷ số truyền: u2 = z4 z3 = 79 = 3,16 25 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia: d = z3mn 3 cos b = 25.3 cos13, 43° = 77,11 mm ; d4 =243,66mm Đường kính vòng đỉnh: da3 = d3 + 2mn cos b = 83, 28 mm ; da4 = 249,83mm Đường kính vòng chân: df3 = d3 - 2,5mn cos b = 69, 40 mm ; df4 = 235,95mm Khoảng cách trục: aw2 = mnz3 (u2 + 1) = 160 mm 2cos b Chiều rộng vành răng: b4 = yba2aw2 = 0,4.160 = 64 mm b3 = b4 + 5 = 64 +5 = 69 mm Vận tốc vòng bánh răng: v = p d3n2 = p .77,11.463 = 1,87 m/s 60000 60000 Theo bảng 6.3 [1], ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6m/s. Chọn hệ số tải trọng động KHV = 1,03; KFV = 1,1 ZM = 275MPa1/2 a = a = arctg⎛ tga ⎞ = ⎛ tg20° ⎞ = 20,516° tw t ⎜ cos b ⎟ ⎜ cos13, 43° ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ bb = arctg(cosat .tgb ) = arctg(cos 20,516°.tg13, 43°) = 12,606° ZH = 2cos bb = sin2atw 2cos12,606° sin(2.20,516°) = 1,724 b e = bw sin b 1 ea p mn = 64sin13, 43° = 1,577 > 1 1 1,665 p .3 Þ Ze = = = 0,775 ⎡ ⎛ ⎞⎤ với e = 1,88 - 3, 2 1 + 1 cos b = 1,665 a ⎢ ⎜ ⎟⎥ ⎣ ⎝ z3 z4 ⎠⎦ dw3 = 2aw2 = 2.160 = 76,92 mm u2 + 1 3,16 + 1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: ZM ZHZe dw3 2T2KHb KHV (u2 + 1) bwu2 s H = = 422 MPa [s H ] = [s H ]ZVZR ZxH = 441,82.1.0,95.1,02 = 428,12 MPa s H < [s H ] nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa. Kiểm nghiệm độ bền uốn: Hệ số dạng răng: YF3 YF4 = 3, 47 + 13, 2 = 3,998 z3 = 3, 47 + 13, 2 = 3,64 z4 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [s F3 ] = 257,14 = 64,32 YF3 3,998 [s F4 ] = 241,71 = 66, 4 YF4 3,64 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn. 2Y T K K o = F3 2 Fb FV = 111,83 MPa < [s ] = 257,14 MPa d b m F3 F3 w3 w n Do đó độ bền uốn được thỏa. Lực tác dụng lên bộ truyền: F = F = 2T2 cos b = 2.178830.cos13, 43° = 4638 N t3 t 4 mnz3 3.25 F = F = Ft3tganw = 4638.tg20° = 1736 N r3 r 4 cos b cos13, 43° Fa3 = Fa4 = Ft 3tgb = 4638.tg13, 43° = 1107 N c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh: Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng. Chọn y ba1 = 0, 25 . Khi đó, chiều rộng vành răng của cấp nhanh: b2 = yba1aw1 = 0,25.160 = 40 mm b1 = b2 + 5 = 40 +5 = 45 mm Lực tác dụng lên bộ truyền: F = F = 2T1 cos b = 1534 N t1 t 2  mnz1 F = F = Ft1tganw = 574 N r1 r 2 cos b Fa1 = Fa2 = Ft1tgb ° = 366 N Chọn nối trục: Mômen truyền qua nối trục T = 59802Nmm. Theo phụ lục 11.5 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có: d = 20mm dc = 10mm D0 = 68mm lc = 19mm dm = 40mm đai ốc M8 l1 = 15mm z = 6 l2 = 22mm d0 =19mm c = 2mm l0 = 15mm Chọn vật liệu là thép 45 với ứng suất uốn cho phép [sF] = 70Mpa, ứng suất dập giữa chốt và ống [sd] = 3Mpa. Kiểm tra độ bền uốn: = KTlc = 1, 45.59802.19 = 40,38 MPa < [s ] c 0 F 0,1d3D z 0,1.103.68.6 F Kiểm tra độ bền dập: = 2KT = 2.1, 45.59802 = 2,83 MPa < [s ] d d zD0dcl0 6.68.10.15 Do đó điều kiện uốn và bền dập của nối trục được thỏa. Tính toán thiết kế trục và then: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có sb = 600Mpa, ứng suất xoắn cho phép [t] = 20Mpa. Theo bảng 10.1 [1], chọn ứng suất uốn cho phép [s] = 70Mpa. Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức: Tk 3 0, 2[t ] dk = Với T1 = 59147Nmm; T2 = 178830Nmm; T3 = 541167Nmm ta tính và chọn sơ bộ dường kính các trục như sau: d1 = 25mm; d2 = 35mm; d3 = 50mm. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: l12 = -69mm l13 = 45mm l11 = 90mm l22 = 48mm l23 = 190mm l21 = 251mm l32 = 65,5mm l31 = 131mm l33 = 217mm Sơ đồ phân tích lực: Sử dụng các bảng 10.2, 10.3, 10.4 [2] và các công thức 10.10, 10.13 [2] ta xác định sơ bộ các khoảng cách như sau: ( I )  F nt  F x F r4 F t4 F a4 ( III ) F r1 F a1 F t1 F t2 F a2 F r2 F a3 F r3 F t3 ( II ) Fnt = 0, 2 2T1 = 0, 2 2.59147 = 348 N ; F  = 5123N x D0 68 Ft1 = Ft2 = 1534N Ft3 = Ft4 = 4638N Fr1 = Fr2 = 574N Fr3 = Fr4 = 1736N Fa1 = Fa2 = 366N Fa3 = Fa4 = 1107N Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zOy và zOx, ta tính được phản lực tại các ổ như sau: Rx10 = 152N Ry10 = 130N Rx11 = 1034N Ry11 = 444N Rx20 = 113N Ry20 = 894N Rx21 = 3217N Ry21 = 1416N Rx30 = 2319N Ry30 = 1309N Rx31 = 2319N Ry31 = 8168N 20 25 28 25 l13 F nt Rx10 F r1 Ry10 F t1 F a1 Ry11 19980 24030 46530 59147 13 12 10 11 l12 l11 Rx11 Mx Nmm My Nmm T Nmm l23 l22 F t2 F a2 Ry20 F a3 Ry21 F r2 F t3 F r3 Rx20 42846 5545 86376 196237 178830 20 22 23 21 35 40 40 35 l21 Rx21 Mx N mm My N mm T N mm l31 l32 Ry30 Fx F r4 F t4 Rx31 Ry31 F a4 Mx Nmm 220639 151895 420086 My Nmm 541167 T Nmm 32 33 30 31 50 55 50 45 l33 Rx30 M2 x M2 y Xác định mômen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công thức: M = M2 + 0,75T2 Mtd 3 0,1[s ] Mtd = d = Sau đó từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như bảng sau: Tiết diện M Mtd d (tính) d (chọn) 12 0 51223 19,4 20 10 24030 56579 20,1 25 13 50638 72028 21,8 28 11 0 0 0 25 20 0 0 0 35 22 43203 160784 28,4 40 23 214406 264490 33,6 40 21 0 0 0 35 30 0 0 0 50 32 267869 539815 42,6 55 31 420086 629379 44,8 50 33 0 468664 40,6 45 Theo yêu cầu về công nghệ và lắp ráp, dựa vào bảng 9.10 [2] ta chọn then tại các tiết diện như sau: Tiết diện d b´h t1 t2 12 20 6´6 3,5 2,8 13 28 6´6 3,5 2,8 22 40 12´8 5 3,3 23 40 12´8 5 3,3 32 55 14´9 5,5 3,8 33 45 14´9 5,5 3,8 Kiểm nghiệm độ bền trục: Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó: s m = 0; 3 2  = M a W với W = p d - bt1 (d - t1 ) 32 2d Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, T do đó: t m = t a = p d3  2W0 bt (d - t )2 với W = - 1 1 0 16 2d s -1 = (0, 4 ¸ 0,5)s b = 270 MPa t -1 = (0, 22 ¸ 0, 25)s b = 150 MPa Theo bảng 10.8 [1], ta chọn Ks = 1,75; Kt =1,5 Theo hình 2.9 [1], tra được các hệ số: ys = 0,05; yt = 0,02 Theo bảng 10.3 [1], ta tra các hệ số es và et s2 s t s2 Hệ số an toàn được tính theo công thức: s = ss st s với s = s -1 ; s = t -1 Kss a es +yss m Ktt a et +ytt m t Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s ³ [s] = 2,5 Tiết diện d, mm W, mm3 W0, mm3 sa, MPa tm=ta, MPa es et ss st S 12 20 642 1428 0 20,71 0,91 0,89 - 4,25 4,25 10 25 1534 3068 13,15 9,64 0,91 0,89 10,68 9,12 6,94 13 28 1930 4085 26,24 7,24 0,91 0,89 5,35 12,15 4,90 23 40 5364 11648 39,97 7,68 0,88 0,81 3,40 10,43 3,23 32 55 14619 30952 18,32 8,74 0,81 0,76 6,82 8,61 5,35 31 50 12272 24544 34,23 11,02 0,84 0,78 3,79 7,00 3,39 33 45 7611 16557 0 16,34 0,84 0,78 - 4,70 4,70 Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi. Kiểm nghiệm độ bền then: Với tải trọng va đập nhẹ thì: [sd] = 130Mpa; [tc] = 90Mpa Điều kiện bền dập và bền cắt của then: s = 2T £ [s ] t 1 d dl (h - t ) d t = 2T £ [t ] t c dl b c Tiết diện d, mm b´h t1, mm lt, mm T, Nmm sd, MPa tc, MPa 12 20 6´6 3,5 25 59147 94,64 39,43 13 28 6´6 3,5 36 59147 46,94 15,56 22 40 12´8 5 40 178830 74,51 37,26 23 40 12´8 5 63 178830 47,31 11,83 32 55 14´9 5,5 56 541167 100,40 25,10 33 45 14´9 5,5 63 541167 109,08 27,27 Kết quả trên cho thấy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Chọn ổ lăn: a/ Trục I: Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ: F r0 S0 F r1 S1 Fa Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ: R 2 x10 y10 R 2 Fr0 = = R2 x11 y11 R2 Fr1 = = = 200 N 1522 + 1302 10342 + 4442 = 1125 N Lực dọc trục: Fa = 366 N Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7205 có C = 24000N, C0 =17500N và góc tiếp xúc a = 13,5°. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5tga = 1,5tg13,5° = 0,36 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra: S0 = 0,83eFr 0 = 0,83.0,36.200 = 60 N S1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,36.1125 = 336 N Vì S0 S1- S0 do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng dọc trục tính toán: Fa0 = S0 = 60 N Fa1 = S0 + Fa = 60 + 366 = 426 N Hệ số: Ks = 1,3 ( bảng 11.2 [1] ) Kt = 1 V = 1 ( vòng trong quay ) Vì: Fa0 VFr0 = 60 200 = 0,3 £ e = 0,36 Þ X = 1; Y = 0 Þ Q0 = (XVFr 0 + YFa 0 )Ks Kt = 260 N Fa1 VFr1 = 426 1125 = 0,38 > e = 0,36 Þ X = 0, 4; Y = 0, 4cot ga = 1,666 Þ Q1 = (XVFr1 + YFa1 )Ks Kt = 1508 N Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn. Tải trọng tương đương: å(QmL ) ⎡ 49 36 ⎤ 0,3 i i 10/3 QE = m åLi = 1508 ⎢⎣ 85 + 0,9 . 85 ⎥⎦ = 1449 N với ổ đũa côn m = 10/3 Khả năng tải động của ổ: 0,3 0,3 -6 -6 Ctt = QEL = 1449.(1259,712) = 12335 N < C = 24000 N với L = 60nLh .10 = 60.1458.14400.10 = 1259,712 triệu vòng Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn: X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotga = 0,22cotg13,5° = 0,916 Qt = X0Fr1 + Y0Fa1 = 0,5.1125 + 0,916.426 = 953 N < Fr1 Þ Qt = Fr1 = 1125 N□ C0 = 17500 N Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. b/ Trục II: Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ: F r0 S0 F r1 S1 F a2 F a3 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ: R 2 x 20 y 20 R 2 Fr0 = = R 2 x 21 y21 R2 Fr1 = = = 901 N 1132 + 8942 32172 + 14162 = 3515 N Lực dọc trục: Fa = 1107 - 366 = 741 N Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7207 có C = 38000N, C0 = 26000N và góc tiếp xúc a = 14°. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5tga = 1,5tg14° = 0,37 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra: S0 = 0,83eFr 0 = 0,83.0,37.901 = 277 N S1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,37.3515 = 1079 N Vì S0 < S1 và Fa < S1- S0 do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng dọc trục tính toán: Fa0 = S1 – Fa = 1079 – 741 = 338 N Fa1 = S1 = 1079 N Hệ số: Ks = 1,3 ( bảng 11.2 [1] ) Kt = 1 V = 1 ( vòng trong quay ) Vì: Fa0 VFr0 = 338 = 0,375 > e = 0,36 901 Þ X = 0, 4; Y = 0, 4cot ga = 1,604 Þ Q0 = (XVFr 0 + YFa 0 )Ks Kt = 1173 N Fa1 VFr1 = 1079 = 0,307 £ e = 0,36 3515 Þ X = 1; Y = 0 Þ Q1 = (XVFr1 + YFa1 )Ks Kt = 4570 N Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn. Tải trọng tương đương: m å (Q L ) m i i åLi 0,3 Q = = 4570 ⎡ 49 + 0,910/3. 36 ⎤ E ⎢⎣ 85 85 ⎥⎦ với ổ đũa côn m = 10/3 Khả năng tải động của ổ: 0,3 0,3  = 4390 N -6 -6 Ctt = QEL = 4390.(400,032) = 26491 N < C = 38000 N với L = 60nLh .10 = 60.463.14400.10 = 400,032 triệu vòng Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn: X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotga = 0,22cotg14° = 0,882 Qt = X0Fr1 + Y0Fa1 = 0,5.3515 + 0,882.1079 = 2709 N < Fr1 Þ Qt = Fr1 = 3515 N□ C0 = 26000 N Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. c/ Trục III: Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ: F r0 S0 F r1 S1 Fa Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ: R 2 x 30 y30 R 2 Fr0 = = R 2 x31 y31 R2 Fr1 = = = 2663 Luận văn liên quan

• Đồ án Thiết kế máy đập búa

  60 trang | Lượt xem: 4507 | Lượt tải: 4

• Thiết kế hệ thống lái có cường hoá cho xe du lịch

  23 trang | Lượt xem: 2516 | Lượt tải: 4

• Đề tài Thiết kế giảm xóc xe máy

  34 trang | Lượt xem: 5177 | Lượt tải: 4

• Đồ án Thiết kế máy nghiền bi gián đoạn nghiền nguyên liệu cho xương chén sứ dân dụng

  51 trang | Lượt xem: 2871 | Lượt tải: 3

• Đề tài Xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lực học của ô tô

  29 trang | Lượt xem: 3710 | Lượt tải: 1

• Đề tài Phân tích cơ sở lý thuyết, đặc điểm cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh chống trượt lê(ABS) trên ôtô

  92 trang | Lượt xem: 2569 | Lượt tải: 1

• Đồ án Tìm hiểu máy phay điều khiển chương trình số PC MILL 155

  71 trang | Lượt xem: 3197 | Lượt tải: 1

• Đồ án Khảo sát dao động của ô tô hai cầu trong không gian

  24 trang | Lượt xem: 2365 | Lượt tải: 2

• Đồ án Thiết kế quy trình công nghệ gia công bích đuôi

  55 trang | Lượt xem: 2124 | Lượt tải: 0

• Đồ án Thiết kế quy trình công nghệ chế tạo chi tiết sản lượng 7000 chiếc/năm

  43 trang | Lượt xem: 2260 | Lượt tải: 3

Copyright © 2024 LuanVan.net.vn Website đang trong thời gian thử nghiệm, chờ xin giấy phép của Bộ TT & TT. Thư viện tài liệu và ebook cho sinh viên. Thư viện tài liệu Các bài Soạn văn hay nhất. Chia sẻ: